单级单级圆柱齿轮减速器Word文档下载推荐.docx
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在观察孔盖板上常常安装透气塞（也可直接装在箱盖上），其作用是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出，以防止高压气体破坏各接合面的密封，造成漏油。
为了排除污油和清洗减速器的内腔，在减速器箱座底部装置放油螺塞。
箱体内部的润滑油面的高度是通过安装在箱座壁上的油标尺来观测的。
为了吊起箱盖，一般装有一到两个吊环螺钉。
不应用吊环螺钉吊运整台减速器，以免损坏箱盖与箱座之间的联接精度。
吊运整台减速器可在箱座两侧设置吊钩（参见图1-2-3）。
减速器的箱体是采用地脚螺栓固定在机架或地基上的。
减速机设计计算
1.选择电动机：
1）选电动机类型滚动轴承效率滚=0.995；
联轴器效率联=0.98。
=0.96x0.97x0.995x0.995=0.9
由上述计算，T=137Nm我们取减速机轴最大扭矩Tmax=150Nm
Pm需要略大于P0,按已知工作要求和条件，选用丫系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
2）确定电动机转速
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I'
=3~6。
故电动机转速的可选范围为n'
d=l'
aX3=459~1834r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：
因此有三种传支比方案。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。
3）确定电动机的型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为丫132S-6。
其主要性能：
额定功率：
3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。
质量63kg。
2.传动比：
传动比：
取i=2
3.计算各传动参数：
1.计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/minnII=nI/i=960/2=480（r/min）
2.计算各轴的功率（KW）
p=p工作=15.08KW
Pi=PiXn=15.08>
0.9=13.572KW
3.计算各轴扭矩（Nmm）
Ti=9.55X06Pi/ni=150N•mm
Tii=9.55X06Pii/nii
=9.55X06X13.572/480
=270026.25N•mm
齿轮的选择
1、齿轮传动的设计计算
1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为
240~260HBS。
大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS;
根据表选7级精度。
齿面精糙度
RaW1.6~3.2^m
2）按齿面接触疲劳强度设计
由d1>
76.43（kT（u+1）/d机h]2）1/3
确定有关参数如下：
传动比i齿=2
取小齿轮齿数Z1=16。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=2X16=32
实际传动比i0
传动比误差：
i-i0/i=0%<
2%可用
齿数比：
u=i0=2
由表取柯=0.9
3）转矩T1
T1=9.55X106XP/n1=9.55X106X15.08/960
=150Nm
4）载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1
5）许用接触应力[H]
[H]=HimZNT/SH由图查得：
cHlimZ1=570MpacHlimZ2=350Mpa
由查表得计算应力循环次数NL
Nli=60n1rth=60384X1^（16%65>
8）
=1.28X09
NL2=NL1/i=1.281X09/6=2.141X08由查图表得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=0.92ZNT2=0.98
SH=1.0
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数
[h]1=oHiim1ZNT1/SH=570X）.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[H]2=Hlim2ZNT2/SH=350X0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得：
d1>
76.43（kT（u+1）/邮[h]2）1/3
=76.43[11X50000X（6+1）/0.96X3432]1/3mm=68.4mm
模数：
m=d1/Z1=68.4/16=3.8mm根据表取标准模数：
m=4mm
6）校核齿根弯曲疲劳强度
根据由公式
cF=（2kT1/bm2Z”YFaYsaW[h]t确定有关参数和系数
分度圆直径：
d1=mZ1=4X16mm=64mmd2=mZ2=4X32mm=128mm齿宽：
b=34mm
取b=34mmb2=30mm
7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=16,Z2=32由表得
YFa1=2.80YSa1=1.55
YFa2=2.14YSa2=1.83
8）许用弯曲应力[F]
根据公式式：
[F]=FimYSTYnt/Sf
由查表得：
cFiimi=290MpaoF!
im2=210Mpa
由图6-36查得：
Ynti=0.88Ynt2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[f]i=oFiimiYstYnti/Sf=290>
2X）.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[F]2=Fiim2YSTYNT2/SF=210>
2>
0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式（6-49）
F1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1
=（2>
1>
150000/45>
2.52>
20）>
2.80>
1.55Mpa
=77.2Mpa<
[F]1
F2=（2kT1/bm2Z2）YFa1YSa1
2
120）>
2.14>
1.83Mpa=11.6Mpa<
[F]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
9）计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2（16+32）=4/2（16+32）=96mm
（10）计算齿轮的圆周速度V
V=ndini/60>
000=3.1464>
960/60>
000
=3.22m/s
减速器的轴及轴上零件的结构设计
一、轴的结构设计
轴结构设计包括确定钢的结构形状和尺寸。
轴的结构是由多方面的因素决定的，其中主要考虑轴的强度、刚度、轴上零件的安装、定位、轴的支承结构以及轴的工艺性等，其设计方法和结构要素的确定，可参照教科书有关章节进行。
单级圆柱齿轮减速器的轴一般均为阶梯轴，确定阶梯轴各段的直径和长度是阶梯轴设计的主要内容。
下面通过图1-2-17和表1-2-2、表1-2-3来说明。
1、阶梯轴各段直径的确定
图1-2-17中阶梯轴各段的直径可由表1-2-2确定。
®
1-2-17
符号
确定方法及说明
d1
按许用扭转应力进行估算。
尽可能圆整为标准直径，如果选用标准联轴器，d1应符合联轴器标准的孔径。
d2
d2=d什2a，a为疋位轴肩咼度。
通常取a=3-10mm
d2尽可能符合密封件标准孔径的要求，以便采用标准密封圈。
d3
此段安装轴承，故d3必须符合滚动轴承的内径系列。
为便于轴承安装，此段轴径与d2段形成自由轴肩，因此，d3=d2+1~5mm,然后圆整到轴承的内径系列。
当此轴段较长时，可改设计为两个阶梯段，一段与轴承配合，精度较咼，一段与套筒配
d4
d4=d3+1~5mm（自由轴肩），d4与齿轮孔相配，应圆整为标准直径。
d5
d5=d4+2a，a为疋位轴环咼度，通常可取a=3~10mm
d6
d6=d3,因为同一轴上的滚动轴承最好选取同一型号。
2、阶梯轴各段长度的确定图1-2-17中各阶梯长度可由表1-2-3确定
表1-2-3轴各段长度的确定
L1
按轴上零件的轮毂宽度决定，一般比毂宽短2~3mm。
也可按（1.2~1.5）d1取定。
L2
L2=|3+|4（|3为轴承端盖及联接螺栓头的高度）
L3
L3=B+|2+/2+（2~3）
B轴承宽度
L4
L4按齿轮宽度b决定，
L4=b-（2~3）mm
L5
无挡油环时，L5=B
有挡油环时，L5=B+挡油环的毂宽
注：
表中12、13、14、/2参见表1-2-4。
由表中计算式可知，各段长度的确定与箱外的旋转零件至固定零件的距离14;
轴承端盖及
联接螺栓头高度的总尺寸13;
轴承端面至箱体内壁的距离12;
转动零件端面至箱体内壁的距离/2以及档油环的结构尺寸有关，这些尺寸又取决于轴承盖的类型、密封型式以及各零件在装配图中的相关位置。
因此，阶梯轴各段的长度应通过装配草图设计过程中边绘制边计算确定。
尤其值得注意的是：
当各零件相对位置确定以后，支承点的跨距即可确定，这时就可以计算支承反力，对轴的危险截面进行复合强度核核以及轴承寿命计算等，如果轴的强度不合格或者轴
承寿命不符合要求，这时就要重新选择轴承和调整结构。
当然，轴的各阶梯段直径和长度也相
应发生变化。
由上述可知，轴的结构设计应该在装配草图设计过程中，以边绘图、边计算、边修改的方式逐步完成。
表1-2-4为单级圆柱齿轮减速器的位置尺寸关系。
二、齿轮的结构设计
中小型减速器的齿轮一般用锻钢制造。
当齿轮的齿顶圆直径daw200mr时，可以做成圆盘
式结构。
当齿轮的齿根圆与键槽底部的距离小于!
&
（&
为模数）时，则齿轮与轴应做成一体
的齿轮轴。
当da=200~500时，可以做成腹板式结构。
齿轮结构设计可参照教科书有关章节进行。
三、支承部件的结构
单级圆柱齿轮减速器轴的支承一般米用滚动轴承，如图1-2-18所示。
-
滚动轴承类型与尺寸选择以及轴承组合设计可参照教材有关章节进行。
轴承组合中，除滚动轴承外，还有轴承盖、调整垫片、内外密封装置的结构设计。
1、轴承盖
轴承盖的作用是固定轴承的位置并承受轴向力和密封轴承座孔。
轴承盖的材料一般为铸铁（HT150）。
轴承盖结构型式分为凸缘式（用螺钉将盖固定在箱体上）和嵌入式（用盖的圆周凸缘嵌入轴承座孔的槽内固定）。
每种结构又可分为闷盖（中间无孔）和透盖（中间有孔，用于轴外伸端的轴承座上）两种型式，如图1-2-19所示。
表1-2-4单级圆柱齿轮减速器的位置尺寸
符号
名称
尺寸（mm）
/2
转动零件端面至箱体内壁的距离
/2=10~15,对于重型减速器应取
大些
b
小齿轮的宽度
由齿轮结构设计而定。
B
轴承宽度
根据轴颈直径可按中系列预选。
/1
齿顶圆与减速器内壁之间的最小间隙
4》1.2S,箱座壁厚。
l
轴承支点的跨距
由草图设计决定
Li
#!
箱外零件至轴承支点的计算距离#!
L1=B/2+l3+l4+l5/2
轴承端面至箱体内壁的距离
轴承用油池内油润滑时#
L2=5-10,轴承用脂润滑且有挡油环时L2=10-15。
-轴承端盖及联接螺栓头高度
根据轴承端盖结构型式决定
箱外转动零件至固定零件的距离#
L4=15~20
*箱外零件与轴的配合长度
L5=（1.2~1.5）d,d-配合轴径
i-2-n
表1-2-5和表1-2-6分别列出凸缘式轴承盖和嵌入式轴承盖的结构尺寸。
«
|_>
-5巴壽氏第車虫加鬍林尺"
尺寸关系
（D轴承外径）
30~60
62~100
110~130
140~230
D5
D0-（2.5~3）d3
d3（螺钉直径）
6~8
8~10
10~12
12~16
e
1.2d3
n（螺钉数）
4
6
ei
（0.10~0.15）D
（e1>
e）
do
d3+（1~2）
m
由结构确定
Do
D+2.5d3
A2
D2
Do+（2.5~3）cb
D4
（0.85~0.9）D
h
（0.8~1）b
不带0型密圭寸圈
带O型密封圈
D（f9）
40~80
35~110
115~170
D封
40
45
50
55
60
63
65
68
70
75
80
85
E2（h11）
5
8
d封
35
58
S
10
12
15
90
95
100
105
110
115
120
125
130
135
140
145
D3
D+e2
当D封=30~50,W实际3.1
D—20
85~110
由轴承部件结构确定
e2（hn）
透盖毡圈密封槽的尺寸参见表
1-2-13
18
20
D3=D+（10~15）
d4（h9）
d4=d封（与D封相应）
b0
4（与W实际3.1相应）
轴承盖设计应注意下列几点:
（1）当轴承盖的宽度较长时，应在端部车出一段较小直径（比孔径小2~4mm），但必须
保留够的配合长度el
（2）轴承采用飞溅润滑时，轴承盖端部必须开缺口并车出一段小直径，以便润滑油流入轴承。
（3）嵌入式轴承盖结我紧凑，重量轻，但承载能力较差，且不便于调整轴承间隙，不宜用于要求准确调整间隙的场合。
2、调整垫片组
调整垫片的作用是调整轴承的轴向游隙和轴承内部间隙以及轴的轴向位置。
调整垫片组由多片厚度不同的垫片组成。
调整时，根据需要组合成不同的厚度。
调整垫片组的组别，片数及厚度可由表1-2-7查得。
I
1H
11
A组
B组
C组
厚度
0.5
0.2
0.1
0.15
0.125
片数
Z
3
1
1.材料冲压铜片或08钢抛光
2.d2=D（2~4）用于凸缘
Do,D2,n为见表（1-2-5）式轴承盖
D—轴承外径轴
D2=D-1用于嵌
d2按轴承外圆入式的计
安装尺寸确定轴承盖
3.建议准备0.55mm的垫片若干片以备调整微小间隙用。
算
1、轴的结构设计
1）轴上零件的定位，固定和装配
单级齿轮传动中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，
右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
2）确定轴各段直径和长度
工段：
d仁28mm长度取L仁60mm
■/h=2cc=2.5mm
其中花键长度为35mm。
II段:
d2=d1+2h=28+2X=30mm
•••d2=30mm
初选用深沟球轴承，其内径为30mm,
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为16mm,通过
密封盖轴段长应根据密封盖的宽度安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2~3mm故II段长：
L2==33mm
III段直径d3=38mm
L3=125mm
W段直径d4=30mm
由手册得：
c=4h=2c=2X4=8mm
d4=d3+2C=48-2X.5=30mm
L4=15mm
V段直径d5=28mm
L5=60mm。
其中花键长度为35mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=158mm
2、轴的校核
1、基本数据：
转矩T=150Nm，转速n=960r/min2、求作用在齿轮上的力:
因已知齿轮分度圆直径d=156
FaFttan1923tan806'
34'
'
274N
力的方向如图所示：
3、初步确定轴的最小直径:
估算出轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理。
查表A0=112，所以根据公式:
其弯扭特性大致如下示意图:
M|—|
rl11
MV
所以轴的强度是足够的。
因无大的瞬间过载及严重应力循环不对称性，故可略去静强度校核。
轴承的选用与校核
1、轴承的选用
确定轴承尺寸参数
在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的结构具体所限定。
不论工作寿命，静负
荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构形式之前，都必须经过尺寸演算。
该演算包括将轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。
滚动轴承的静负荷是指轴承加
载后是静止的（内外圈间无相对运动）或旋转速度非常低。
在这种情况下，演算滚道和滚动体过量塑性变形的安全系数。
大部分轴承受动负荷，内外圈做相对运动，尺寸演算校核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。
只有在特殊情况时，才根据DINISO281对实际可达到的工作寿命做名义寿命演算。
对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分的利用轴承的承载能力。
要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的演算精确性就越重要。
静负荷轴承
计算静负荷安全系数Fs有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静负荷。
FS=CO/PO其中
FS静负荷安全系数，CO额定静负荷[KN]，PO当量静负荷[KN]静负荷安全系数FS是防止滚动零件接触区出现永久性变形的安全系数。
对于必须平稳运转、噪音特低的轴承，就要求FS的
数值高；
只要求中等运转噪声的场合，可选用小一些的FS;
—般推荐采用下列数值：
FS=1.5~2.5适用于低噪音等级FS=1.0~1.5适用于常规噪音等级FS=0.7~1•（适用于中等噪音等级额定静负荷CO[KN]已在表中为每一品种规格的轴承列出。
该负荷（对向心轴承来说是径向力，对推力轴承而言则是轴向力），在滚动体和滚道接触区域的中心产生的理论压强为：
-4600N/MM2自调心球轴承-4200N/MM2其它类型球轴承-4000N/MM2所有滚子轴承在额定静负荷CO的作用下，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生的总塑性变形量约为滚动体直径的万分之一。
当量静负荷PO[KN]是一个理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来讲是轴向和向心力。
PO在滚动体和滚道的最大承载接触区域中心所产生的应力，与实际负荷组合所产生得应力相同。
PO=XO*Fr+Ys*Fa[KN]
其中，PO当量静负荷，KN
Fr径向负荷，KN
Fa轴向负荷，KN
XO径向系数，
YO轴向系数。
动负荷轴承
DINISO281所规定的动负荷轴承计算标准方法的基础是材料疲劳失效（出现凹坑），寿命计算公式为：
L10=L=（C/P）P[106转]其中L10=L名义额定寿命[106转]C额定动负荷[KN]P当量动负荷[KN]P寿命指数L10是以100万转为单位的名义额定寿命[106转]C额定动负荷[KN]P寿命指数L10是以100万转为单位的名义额定寿命。
对于一大组相同型号的轴承来说，其中90%应该达到或者超过该值。
额定动负荷C[KN]在每一类轴承的参数表中都可以找到，在该负荷作用下，轴承可以达到100万转的额定寿命。
当量动负荷P[KN]是一项理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来说是轴向力。
其方向、大小恒定不变。
当量动负荷作用下的轴承寿命与实际负荷组合作用时相同。
P=X*Fr+Y*Fa其中：
P当量动负荷，Fr径向负荷，
Fatt向负荷，单位都是千牛顿，X径向系数，丫轴向系数。
不同类型轴承的X,Y值及当量动负荷计算依据，可在各类轴承的表格和前言中找到。
球轴承和滚子轴承的寿命指数P有所不同。
对球轴承，P=3对滚子轴承，P=10/3
变负荷及变速度
如果轴承动负荷的
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